DE69006678T2

DE69006678T2 - Kontrollsystem für die Momentaufteilung in einem Fahrzeug mit Vierradantrieb.

Info

Publication number: DE69006678T2
Application number: DE69006678T
Authority: DE
Inventors: Toshio Kobayashi; Takao Omata
Original assignee: Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1989-10-20
Filing date: 1990-10-18
Publication date: 1994-05-26
Anticipated expiration: 2010-10-19
Also published as: EP0424147A2; US5205797A; EP0424147A3; EP0424147B1; DE69006678D1

Description

Die Erfindung betrifft ein Kontrollsystem für die Momentaufteilung in einem Fahrzeug mit Allradantrieb mit einem Mittendifferential in Form einer zusammengesetzten Planetenradanordnung.
In einem Kraftfahrzeug mit Allradantrieb wird das Verhältnis der Drehmomentverteilung auf die Vorder- und Hinterräder entsprechend dem dynamischen Lastverhältnis der Vorder- und Hinterräder und der Verschiebung des Schwerpunktes des Fahrzeuges während der Beschleunigung bestimmt, so daß die Leistung des Motors am effektivsten genutzt werden kann.
In dem auf Vorderradantrieb mit einem Frontmotor basierenden Fahrzeug mit Allradantrieb ist das Verhältnis des vorderen Drehmomentes TF auf die Vorderräder zum hinteren Drehmoment TR ungefähr 40:60 (TF:TR=40:60). In früheren Systemen, in denen das Ausgangsdrehmoment des Motors gleichmäßig verteilt wird, wird normalerweise ein Mittendifferential mit Kegelrädern und in dem letztgenannten System ein Mittendifferential mit einer einfachen Planetenradanordnung verwendet.
Die frühere Art der Systeme gewährleistet sicheres Fahren auf glatten Straßen. Wenn eine Differentialsperreinrichtung zum Sperren des Mittendifferentials vorgesehen ist, kann die Fahrstabilität des Fahrzeugs wesentlich verbessert werden. Wenn jedoch das Fahrzeug bei hoher Geschwindigkeit im Differentialsperrzustand um eine Kurve fährt, können alle vier Räder gleichzeitig schlupfen, (das heißt, das Fahrzeug dreht durch), was Schwierigkeiten beim Lenken verursacht.
Um die Fahrstabilität des Fahrzeugs zu gewährleisten, wird das Drehmoment auf die Hinterräder auf einen höheren Wert als der des Drehmomentes auf die Vorderräder gesetzt, indem ein Mittendifferential vorgesehen wird, das ein einfaches Planetenradsystem enthält, das so angeordnet ist, daß die Hinterräder zuerst schlupfen können. Auf diese Weise kann das Fahrzeug durch die Vorderräder bei einem niedrigen Drehmoment sicher angetrieben werden, während die Hinterräder nicht angetrieben werden.
Die japanische Offenlegungsschrift 63-176728 offenbart ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb, bei dem ein Mittendifferential mit einem einfachen Planetenradsystem vorgesehen ist. Die Ausgangsleistung des Getriebes wird auf einen Träger des Planetenradsystems übertragen. Das Drehmoment wird entweder durch das Sonnenrad oder das Hohlrad auf die Vorderräder und durch die anderen Räder auf die Hinterräder verteilt. Das Drehmoment auf die Vorder- und Hinterräder wird ungleichmäßig in einem Verhältnis verteilt, das durch die Differenz zwischen den Teilkreisen des Sonnenrades und des Hohlrades bestimmt wird. Um die Ausgleichswirkung zu steuern, ist eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplung als eine Sperreinrichtung vorgesehen. Die Kupplung umfaßt eine Antriebstrommel und eine Abtriebstrommel, die jeweils Mehrfachscheiben besitzen, und eine zwischen der Antriebstrommel und einem Kolben ausgebildete Kolbenölkammer. Zum Steuern des Öldruckes ist ein elektronisches und ein hydraulisches Steuersystem vorgesehen. Wenn dem Kolbenraum Öl zugeführt wird, wird der Kolben durch den Druck des Öles verschoben, um die Scheiben der Antriebstrommel mit denen der Abtriebstrommel in Eingriff zu bringen und ein Drehmoment zum Beschränken der Ausgleichswirkung zu erzeugen.
Die japanische Offenlegungsschrift 60-159444 offenbart ein System zum Steuern eines Differentials ohne elektronisches und hydraulisches Steuersystem. Das Differential umfaßt eine Schnecke und ein Schneckenrad, die zwischen den rechten und linken Rädern oder zwischen den Vorder- und Hinterrädern vorgesehen sind, um die Ausgleichswirkung zu ermöglichen, wenn das Fahrzeug abbiegt. Wenn das Fahrzeug auf einer geraden Straße fährt, ist das Differential wegen der irreversiblen Wirkungsweise der Schnecke gesperrt.
In dem früheren System ist das System wegen des Hydrauliksteuersystems und des Elektroniksteuersystems einschließlich eines elektromagnetisch betätigten Steuerventils zum Betätigen der Kupplung kompliziert im Aufbau und groß in seinem Ausmaß. Da der Kupplung Drucköl zugeführt wird, um sie zu betätigen und die Ausgleichswirkung einzuschränken, tritt bei der Kupplungsbetätigung unvermeidlich eine Zeitverzögerung ein. Wenn der Hydraulikkreislauf in dem Hydrauliksystem eine beträchtliche Länge hat, wird die Reaktionsgeschwindigkeit beim Betätigen verkleinert, was die Fahrstabilität des Fahrzeugs vermindert. Außerdem ändert sich die Ausgleichswirkung bedeutend mit der Schwankung der Reibung zwischen den Antriebs- und Abtriebsscheiben. Deshalb ist es wünschenswert, den Öldruck entsprechend den Fahrbedingungen des Fahrzeuges genau zu steuern.
In dem letzteren System ist der Aufbau des Differentials kompliziert, da ein Schneckenrad verwendet wird, so daß die Herstellungskosten erhöht sind. Da das Schneckenradsystem einen großen Gleitwiderstand hat, wird zusätzlich der Wirkungsgrad der Kraftübertragung reduziert und die Abnutzung der Räder wird größer. Das Drehmomentverteilungssystem kann nicht das gleiche Öl des Getriebesystems als Stellöl verwenden, so daß es nicht mit dem Getriebesystem verbunden werden kann.
Die US-Patentschrift 1,341,223 beschreibt ein Getriebesystem, bei dem die Vorder- und Hinterachsen eines Fahrzeugs durch jeweilig verschiedene Glieder eines doppelten Planetenradsystems angetrieben werden, das zwei Sonnenräder unterschiedlicher Größen hat, um eine Ausgleichwirkung zu erhalten. Es wird jedoch kein Verfahren zum Erreichen eines gesteuerten, die Ausgleichswirkung beschränkenden Drehmoments erwähnt.
Demzufolge ist es das Ziel der vorliegenden Erfindung, ein Steuersystem für die Drehmomentverteilung für ein allradgetriebenes Kraftfahrzeug zur Verfügung zu stellen, bei dem ein Mittendifferential mit einer zusammengesetzten Planetenradanordnung versehen ist, um die Ausgleichswirkung ausreichend einzuschränken.
Ein anderes Ziel der vorliegenden Erfindung ist es, ein System vorzusehen, bei dem die Drehmomentverteilung während einer Kurvenfahrt des Fahrzeuges und wenn die Räder schlupfen durch Einschränken der Ausgleichswirkung des Mittendifferentials richtig gesteuert wird, um dadurch das Lenken, das Fahren und die Fahrstabilität zu verbessern und das Schlupfen der Räder zu verhindern.
Ein weiteres Ziel der vorliegenden Erfindung besteht darin, ein System zur Verfügung zu stellen, das die Steuerung eines weiten Drehmomentverteilungsbereiches unter Verwendung einer flüssigkeitsbetriebenen Reibungskupplung ermöglicht.
Erfindungsgemäß ist ein System zum Steuern der Drehmomentverteilung auf die Vorder- und Hinterräder eines Kraftfahrzeuges vorgesehen, das ein Mittendifferential zum Übertragen der Ausgangsleistung eines Getriebes auf die Vorder- und Hinterräder besitzt, umfassend:
eine Planetenradanordnung einschließlich eines ersten Sonnenrades, eines Trägers, starr miteinander verbundener und drehbar auf einer an dem Träger befestigten Welle gelagerter erster und zweiter Planetenräder, und eines zweiten Sonnenrades, wobei das erste Planetenrad mit dem ersten Sonnenrad und das zweite Planetenrad mit dem zweiten Sonnenrad ineinandergreift;
dadurch gekennzeichnet, daß die Sonnenräder und die Planetenräder so angeordnet sind, daß die durch die Trennbeanspruchung und die tangentiale Beanspruchung an dem Eingriffspunkt jedes Planeten und Sonnenrades erzeugte, resultierende Kraft durch das entsprechende Planetenrad auf das Planetenlager der Welle ausgeübt wird, so daß die Reibung an dem Lager ein die Ausgleichswirkung einschränkendes Drehmoment (Tf) erzeugt und daß jedes der Sonnenräder und der Planetenräder ein Schrägzahnrad ist, wobei die Schrägungswinkel eines jeden Satzes der Schrägzahnräder so bestimmt sind, daß die Differenz zwischen einem ersten Axialdruck auf das erste Planetenrad und einem zweiten Axialdruck auf das zweite Planetenrad wirksam ist, um eine Reibungskraft zwischen einem Ende eines der Planetenräder und eines äußeren Lagerteiles zu erzeugen, das ebenfalls ein die Ausgleichswirkung einschränkendes Drehmoment erzeugt.
In der bevorzugten Anordnung ist das Gesamtuntersetzungsverhältnis des Vorderradantriebssystems des Fahrzeuges größer als das Gesamtuntersetzungsverhältnis des Hinterradantriebssystems.
Im folgenden werden einige Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung durch Beispiele unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben, in denen:
Fig. 1 eine schematische Zeichnung ist, die ein erfindungsgemäßes Kraftübertragungssystem für ein allradgetriebenes Kraftfahrzeug zeigt;
Fig. 2 eine vergrößerte Schnittansicht ist, die ein Mittendifferential des Systems zeigt;
Die Fig. 3a bis 3c beispielhafte Darstellungen für die Ausgleichswirkung und Drehmomentverteilungswirkungsweise sind;
Die Fig. 4a bis 4d erläuternde Darstellungen für die Wirkungsweise der Einschränkung der Ausgleichswirkung sind;
Fig. 5 ein Diagramm ist, das die Beziehung zwischen dem vorderen und hinteren Drehmoment zeigt;
Fig. 6 eine Schnittansicht ist, die eine zweite Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt.
Figur 1 zeigt ein Kraftübertragungssystem vom Transaxle-Typ für ein allradgetriebenes Kraftfahrzeug mit einem Motor 10 an seinem vorderen Teil. Das Kraftübertragungssystem hat einen Drehmomentwandler 13 mit einer in einem Wandlerkasten 1 befestigten Drehmomentwandler-Überbrükkungskupplung 12 und ein in einem Differentialkasten 2 hinter dem Drehmomentwandler 13 befestigtes Vorderachsdifferential 19. Ein Getriebegehäuse 3, das ein automatisches Getriebe 30 umgibt, ist an der Rückseite des Differentialkastens 2 befestigt. Unter dem Getriebegehäuse 3 ist eine Ölwanne 5 angebracht. Eine Kurbelwelle 11 des Motors 10 ist mit dem Drehmomentwandler 13 funktionell verbunden. Eine Eingangswelle 14 erstreckt sich von einer Turbine des Drehmomentwandlers 13 zum automatischen Getriebe 30. Eine Ausgangsleistung des automatischen Getriebes 30 wird auf eine Abtriebswelle 15 übertragen, die mit der Antriebswelle 14 zum rückwärtigen Übertragen des Drehmomentes fluchtend ist. Die Abtriebswelle 15 ist mit einer Frontantriebswelle 16 verbunden, die durch ein Paar Untersetzungszahnräder 17 und 18 eines von einem Verteilergehäuse 4 umgebenen Mittendifferentials 50 parallel zu und unterhalb des automatischen Getriebes 30 angeordnet ist. Die Frontantriebswelle 16 ist mit den Vorderrädern durch das Vorderachsdifferential 19 verbunden. Die Abtriebswelle 15 ist durch das Mittendifferential 50 mit einer Heckantriebswelle 20 verbunden. Die Heckantriebswelle 20 ist durch eine Gelenkwelle 21 und ein Hinterachsdifferential 22 mit den Hinterrädern verbunden.
Das automatische Getriebe 30 enthält zwei Sätze einzelner Planetengetriebe, bestehend aus einem vorderen Planetengetriebe 31 und einem hinteren Planetengetriebe 32 zum Bereitstellen von fünf Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang. Das automatische Getriebe hat eine H-Stellungskupplung 33, eine Rückwärtskupplung 34, ein Bremsband 35, eine Vorwärtskupplung 36, eine Schaltfreilaufkupplung 37, eine L-Stellungs- und Rückwärtskupplung 38 und Freilaufkupplungen 39 und 40.
Im vorderen Ende des Getriebegehäuses 3 ist eine Ölpumpe 41 vorgesehen. Eine Pumpenantriebswelle 42 ist an ein Laufrad 13a des Drehmomentwandlers 13 gekoppelt und funktionell mit einem Laufrad der Ölpumpe 41 verbunden.
In der Ölwanne 5 ist ein Steuerventilgehäuse 43 vorgesehen, um die entsprechenden Kupplungen hydraulisch zu betätigen und für ein Bremssystem des Getriebes 30.
Gemäß Fig. 2, die das Mittendifferential 50 zeigt, ist ein Ende der Heckantriebswelle 20 an der Abtriebswelle 15 durch Nadellager 23a und ein Drucklager 24 drehbar befestigt. Das Untersetzungszahnrad 17 ist an der Abtriebswelle 15 durch ein Nadellager 23 und ein Drucklager 24a drehbar befestigt und ein Vorsprung des Untersetzungszahnrads 17 wird in dem Getriebegehäuse 3 durch ein Lager 25 gehalten. Das Mittendifferential 50 ist in einem Gehäuse mit der Abtriebswelle 15, dem Untersetzungszahnrad 17 und der Heckantriebswelle 20 angeordnet.
Das Mittendifferential 50 ist ein zusammengesetztes Planetenradsystem und umfaßt ein an der Abtriebswelle 15 integral ausgebildetes erstes Sonnenrad 51, ein erstes, mit dem ersten Sonnenrad 51 ineinandergreifendes Planetenrad 52, ein an der Heckantriebswelle 20 integral ausgebildetes zweites Sonnenrad 53, ein mit dem zweiten Sonnenrad 53 ineinandergreifendes zweites Planetenrad 54 und einen Träger 57. Der Träger 57 ist durch ein Lager 25a drehbar an der Heckantriebswelle 20 aufgenommen und mit dem Untersetzungszahnrad 17 durch Trägerverbindungsglieder 56, die von dem Zahnrad 17 auskragen, verbunden. Die ersten und zweiten Planetenräder 52 und 54 sind miteinander integral verbunden, um einen zusammengesetzten Planeten 55 zu bilden und werden durch Nadellager 26 auf einer Welle 58 getragen. Die Welle 58 ist an dem Getriebe 17 und dem Träger 57 befestigt. Der zusammengesetzte Planet 55 wird durch an der Welle 58 befestigte Drucklagerscheiben 27 zwischen dem Untersetzungszahnrad 17 und dem Träger 57 getragen.
Auf diese Weise wird das Ausgangsdrehmoment durch das erste Sonnenrad 51 und die Planeten 52, 54 mit vorbestimmten entsprechenden Drehmomentverteilungsverhältnissen von der Abtriebswelle 15 des Getriebes 30 auf den Träger 57 und das zweite Sonnenrad 53 übertragen. In dem Mittendifferential 50 sind drei zusammengesetzte Planeten 55 um die Sonnenräder 51, 53 herum vorgesehen, um ein zusammengesetztes Planetenradsystem ohne ein Hohlrad zu bilden.
Um die Ausgleichswirkung bereitzustellen, ist die Anzahl der Zähne jedes der Sonnenräder 51 und 53 und der Planeten 52 und 54 richtig bestimmt, was unter Bezugnahme auf die Fig. 3a bis 3c nachfolgend beschrieben wird.
Wenn das erste Sonnenrad 51 verriegelt ist, wird entsprechend Fig. 3b am Umfang des zweiten Sonnenrades 53 die folgende Beziehung erhalten:
Wenn das zweite Sonnenrad 53 verriegelt ist, wird entsprechend Fig. 3c am Umfang des ersten Sonnenrades 51 die folgende Beziehung erhalten:
Sind die Winkelgeschwindigkeiten der ersten und zweiten Sonnenräder 51, 53 ωs&sub1; und ωs&sub2;, ihre Radien rs&sub1; und rs&sub2;, die Winkelgeschwindigkeiten der ersten und zweiten Planeten 52, 54 ωp&sub1; und ωp&sub2;, ihre Radien rp&sub1; und rp&sub2; und die Winkelgeschwindigkeit des Trägers 57 ωc, kann die Gleichung (1) ausgedrückt werden als
ωs&sub2; rs&sub2; = -ωp&sub2; rp&sub2; + ωc rs&sub2; (3)
Die Gleichung (2) kann ausgedrückt werden als
ωs&sub1; rs&sub1; = -ωp&sub1; rp&sub1; + ωc rs&sub1; (4)
Da die ersten und zweiten Planetenräder 52, 54 miteinander verbunden sind, nämlich ωp&sub1; = ωp&sub2;, ergibt sich für die Gleichungen (3), (4)
ωc(rs&sub2; - rs&sub1; rp&sub2;rp&sub1;) = ωs&sub2; x rs&sub2; - rs&sub1; rp&sub2;/rp&sub1;
Wenn die Winkelgeschwindigkeit ωs&sub1; des ersten Sonnenrades 51 durch eine Eingangsdrehzahl Ni, die Winkelgeschwindigkeit ωc des Trägers durch eine Vorderraddrehzahl NF, die Winkelgeschwindigkeit ωs&sub2; des zweiten Sonnenrades 53 durch eine Hinterraddrehzahl NR und die Radien rs&sub1; und rs&sub2; der Sonnenräder 51, 53 und die Radien rp&sub1; und rp&sub2; der Planetenräder 52, 54 durch die entsprechende Anzahl der Zähne Zs&sub1;, Zs&sub2;, Zp&sub1; und Zp&sub2; ersetzt werden, wird die obige Gleichung -
NF(Zs&sub2; -Zs&sub1; Zp&sub2;/Zp&sub1;) = NR x Zs&sub2; - Ni Zs&sub1; Zp&sub2;/Zp&sub1;
Wenn Zp&sub1; = 21, Zp&sub2; = 21, Zs&sub1; = 30 und Zs&sub2; = 18;
3NR + 2NF = 5Ni
Demzufolge ergibt sich für die Eingangsdrehzahl Ni, die Vorderraddrehzahl NF und die Hinterraddrehzahl NR NR > Ni > NF oder NF > Ni > NR, wenn die Eingangsdrehzahl Ni # 0.
Nachfolgend wird die Funktionsweise des Mittendifferentials 50 zum Verteilen des Drehmomentes auf die Vorder- und Hinterräder unter Bezugnahme auf die Fig. 4a und 4b beschrieben. Um ein großes Standarddrehmoment auf die Hinterräder zu verteilen, werden die Radien der Teilkreise der Sonnenräder 51 und 53 und der Planeten 52 und 54 richtig bestimmt.
Ein Eingangsdrehmoment Ti des ersten Sonenrades 51 bzw. die Beziehung zwischen dem Sonnenrad 51 und dem Planeten 52 wird wie folgt ausgedrückt:
Ti = TF + TR (5)
rs&sub1; + rp&sub1; = rs&sub2; + rp&sub2; (6)
wobei Tp das von dem Träger 57 auf die Frontantriebswelle 16 übertragene vordere Drehmoment, TR das von dem zweiten Sonnenrad 53 auf die Heckantriebswelle 20 übertragene hintere Drehmoment, rs&sub1; der Radius des Teilkreises des ersten Sonnenrades 51, rp&sub1; und rp&sub2; die Radien der Teilkreise des ersten bzw. zweiten Planeten 52 bzw. 54 und rs&sub2; der Radius des Teilkreises des zweiten Sonnenrades 53 ist.
Eine tangentiale Belastung P auf den Eingriffspunkt des ersten Sonnenrades 51 und des ersten Planeten 52 ist gleich der Summe einer tangentialen Belastung P&sub1; auf den Träger 57 und einer tangentialen Belastung P&sub2; auf den Eingriffspunkt des zweiten Sonnenrades 53 und des zweiten Planeten 54. Das heißt,
P = Ti/rs&sub1;
P&sub1; = TF/(rs&sub1; + rp&sub1;)
P&sub2; = TR/rs&sub2;
Ti/rs&sub1; = { (TF/(rs&sub1; + rp&sub1;)} + TR/rs&sub2; (7)
Setzt man die Gleichungen (5) und (6) für die Gleichung (7), ist
TF = (1 - rp&sub1; rs&sub2;/rs&sub1; rp&sub2;) x Ti
TR = (rp&sub1; rs&sub2;/rs&sub1; rp&sub2;) x Ti
Demzufolge ist zu erkennen, daß die Standarddrehmomentverteilung für das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR durch Änderung der Radien der Teilkreise der Sonnenräder 51 und 53 und der Planeten 52 und 54 auf verschiedene Werte gesetzt werden kann.
Wenn rs&sub1; 23.824 mm, rp&sub1; 16.676 mm, rp&sub2; 21.807 mm und rs&sub2; 18.693 mm ist, wird das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR berechnet als
TF = 0.4 Ti
TR = 0.6 Ti
Somit ist das Drehmomentverteilungsverhältnis der Vorderräder und der Hinterräder
TF : TR 40 : 60
Es kann ein großes Standarddrehmoment auf die Hinterräder verteilt werden.
Unter Bezugnahme auf die Fig. 4a bis 4d wird im folgenden das System des Mittendifferentials zum Beschränken der Ausgleichswirkung beschrieben.
Wie es in Fig. 4b zu erkennen ist, ist jedes der ersten und zweiten Sonnenräder 51 und 53 und der ersten und zweiten Planeten 52 und 54 ein Schrägzahnrad mit einem vorbestimmten Schrägungswinkel. Die Schrägungswinkel der ersten und zweiten Planeten 52 und 54 sind voneinander verschieden. An dem Eingriffspunkt des ersten Sonnenrades 51 und des ersten Planeten 52 wird ein Axialdruck Ft&sub1; und an dem Eingriffspunkt des zweiten Sonnenrades 53 und des zweiten Planeten 54 ein Axialdruck Ft&sub2; erzeugt. Die Axialdrücke Ft&sub1; und Ft&sub2; werden in entgegengesetzte Richtungen der Welle 58 ausgeübt, so daß durch die Differenz zwischen Ft&sub1; und Ft&sub2; an den Druckscheiben 27 Gleitreibung erzeugt wird. An dem Eingriffspunkt des ersten Kraftübertragungsweges wird eine Trennbelastung Fs&sub1; und an dem Eingriffspunkt des zweiten Kraftübertragungsweges eine Trennbelastung Fs&sub2; erzeugt. Durch die Trennbelastung Fs&sub1; und die tangentiale Belastung P wird eine resultierende Kraft NP&sub1; erzeugt. Gleichermaßen erzeugen die Trennbelastung Fs&sub2; und die tangentiale Belastung P&sub2; eine resultierende Kraft NP&sub2;. Die resultierenden Kräfte NP&sub1; und NP&sub2; werden auf die Planeten 52 und 54, die Welle 58 und das Nadellager 26 ausgeübt, so daß eine Rollreibung erzeugt wird. Entsprechend diesen Gleit- und Rollreibungen wird ein Reibungsdrehmoment Tf, nämlich ein die Ausgleichswirkung beschränkendes Drehmoment, in der zur Drehrichtung des Planeten entgegengesetzten Richtung erzeugt.
Da sich die Drehrichtung der Planeten 52, 54 entsprechend der Differenz zwischen der Vorderraddrehzahl NF und der Hinterraddrehzahl NR ändert, ändert sich das die Ausgleichswirkung beschränkende Drehmoment entsprechend. Wenn NF > NR während der Kurvenfahrt und des Schlupfens der Vorderräder und NF < NR während des Schlupfens ist, wird die Drehmomentverteilung auf die Vorderräder und die Hinterräder demzufolge automatisch entsprechend dem die Ausgleichswirkung beschränkenden Drehmoment gesteuert.
Wenn NF > NR ist und das Eingangsdrehmoment Ti auf das erste Sonnenrad 51 entgegen der Uhrzeigerrichtung übertragen wird, werden entsprechend Fig. 4c die ersten und zweiten Planeten 52 und 54 in die gleiche Richtung gedreht und das zweite Sonnenrad 53 und der Träger 57 werden auch in dieselbe Richtung gedreht. Somit wirkt das Reibungsdrehmoment Tf auf die Planeten 52, 54 in Uhrzeigerrichtung gegenläufig zu den Planeten 52, 54. Die Trennbelastung Fs&sub1; und der Axialdruck Ft&sub1; des ersten Kraftübertragungsweges werden ausgedrückt als
Fs&sub1; = P tanα&sub1;/cosβ&sub1;
Ft&sub1; = P tanβ&sub1;
wobei α&sub1; der Eingriffswinkel des ersten Planeten 52 und β&sub1; sein Schrägungswinkel ist. Die resultierende Kraft Np&sub1;, die auf die Welle 58 am ersten Kraftübertagungsweg ausgeübt wird, ist
Np&sub1; = (P² + Fs&sub1;²)½
= P {1 + (tanα&sub1;/cosß&sub1;)2}½
Gleichermaßen werden die Trennbelastung Fs&sub2; und der Axialdruck Ft&sub2; des zweiten Kraftübertragungsweges ausgedrückt als
Fs&sub2; = P&sub2; tanα&sub2;/cosß&sub2;
Ft&sub2; = P&sub2; tanß&sub2;
wobei α&sub2; der Eingriffswinkel des zweiten Planeten 54 und β&sub2; sein Schrägungswinkel ist.
Die auf die Welle 58 wirkende resultierende Kraft Np&sub2; an dem zweiten Kraftübertragungsweg ist
Np&sub2; = (p&sub2;² + Fs&sub2;²)½
= P&sub2; {1 + (tanα&sub2;/cosβ&sub2;)²}½
Eine in den ersten und zweiten Planeten 52 und 54 erzeugte Restaxialkraft ΔFt wird ausgedrückt als
ΔFt = Ft&sub2; - Ft&sub1;
= P&sub2; tanβ&sub2; - P tanβ&sub1;
Das Reibungsdrehmoment Tf ist die Summe der Reibung der resultierenden Kräfte Np&sub1; und Np&sub2; und der Restaxialkraft ΔFt und wird ausgedrückt als
Tf = u&sub1; re (Np&sub1; + Np&sub2;) + ΔFt n 2/3 {(rd³
- re³)/(rd² - re²)}
wobei u&sub1; das Rollreibungsdrehmoment des Nadellagers 26, u&sub2; das Gleitreibungsdrehmoment der Druckscheibe 27, re der innere Radius des Planeten, rd der äußere Radius der Druckscheibe und n die Anzahl der Eingriffsflächen ist.
Der Ausgleich des Drehmomentes im ersten und zweiten Planeten 52 und 54 wird ausgedrückt als
Tf + P rp&sub1; = P&sub2; rp&sub2;
Wenn P = Ti/rs&sub1;
P&sub1; = TF/(rs&sub1; + rp&sub1;)
= TF/(rs&sub2; + rp&sub1;)
P&sub1; = TR/rs&sub2;
wird die obige Gleichung dargestellt als
TR = Ti (rp&sub1; rs&sub2;/rs&sub1; rp&sub2;) + Tf rs&sub2;/rp&sub2;
Desweiteren wird, da Ti = TF + TR ist, die obige Gleichung ausgedrückt als
TF = Ti (1 - rp&sub1; rs&sub2;/rs&sub1; rp&sub2;) - Tf rs&sub2;/rp&sub2;
Wenn u&sub1;=0 und u&sub2;=0 ist, wird Tf hier Null. Auf diese Weise wird die gleiche Standarddrehmomentverteilung für das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR erhalten.
Unter solchen Bedingungen ist es verständlich, daß das die Ausgleichswirkung beschränkende Drehmoment Tf rs&sub2;/rp&sub2; dem Reibungsdrehmoment Tf entspricht. Entsprechend dem die Ausgleichswirkung einschränkenden Drehmoment Tf rs&sub2;/rp&sub2; wird das vordere Drehmoment TF klein und das hintere Drehmoment TR groß. Da die resultierenden Kräfte Np&sub1; und Np&sub2; und die Restaxialkraft ΔFt, die das Reibungsdrehmoment Tf erzeugen, proportional zu dem Eingangsdrehmoment sind, wird die Ausgleichswirkung im Verhältnis zum Eingangsdrehmoment eingeschränkt.
Die Restaxialkraft ΔFt wächst entsprechend der Differenz zwischen den Schrägungswinkeln β&sub1; und β&sub2; der ersten und zweiten Planeten 52 und 54. Wenn anstelle des Nadellagers 26 ein Massivgleitlager oder Gleitlager verwendet wird, ist der Reibungskoeffizient u&sub1; zwischen den Planeten und der Welle 58 größer. Somit ist es möglich, sowohl den Wert des die Ausgleichswirkung beschränkenden Drehmomentes als auch des Reibungsdrehmomentes zu erhöhen.
Wenn NR > NF ist, drehen sich entsprechend Fig. 4d die ersten und zweiten Planeten 52 und 54 in Uhrzeigerrichtung, während sie auf den Sonnenrädern 51, 53 umlaufen, was die gegenläufige Richtung zur Drehung des Sonnenrades 51 ist. Somit wirkt das Reibungsdrehmoment Tf auf die Planeten 52, 54 entgegen der Uhrzeigerrichtung.
Der Ausgleich des Drehmomentes in den ersten und zweiten Planeten 52 und 54 wird ausgedrückt als
Tf + P&sub2; rs&sub2; = P rp&sub1;
Damit werden das vordere und hintere Drehmoment TF und TR ausgedrückt als
TF = Ti(1 -rp&sub1; rs&sub2;/rs&sub1; rp&sub2;) + Tf rs&sub2;/rp&sub2;
TR = Ti (rp&sub1; rs&sub2;/rs&sub1; rp&sub2;) - Tf rs&sub2;/rp&sub2;
Folglich wird unter den Bedingungen das gleiche, zuvor erwähnte, die Ausgleichswirkung einschränkende Drehmoment Tf rs&sub2;/rp&sub2; erzeugt. Entsprechend dem die Ausgleichswirkung einschränkenden Drehmoment wird jedoch das hintere Drehmoment TR klein und das vordere Drehmoment TF groß.
Beschreibt man nun die Wirkungsweise des Systems, so wird die Leistung des Motors 10 durch den Drehmomentwandler 13 und die Eingangswelle 14 auf das Getriebe 30 übertragen, in dem das Übersetzungsverhältnis automatisch gesteuert wird. Die Ausgangsleistung des Getriebes wird auf das erste Sonnenrad 51 des Mittendifferentials 50 übertragen. Das Drehmoment wird durch den Träger 57 auf das Untersetzungszahnrad 17 und das zweite Sonnenrad 53 übertragen.
Folglich wird das Drehmoment des Untersetzungszahnrades 17 durch das Untersetzungszahnrad 18, die Frontantriebswelle 16 und das Vorderachsdifferential 19 auf die Vorderräder übertragen. Das Drehmoment des zweiten Sonnenrades 53 wird durch die Heckantriebswelle 20, die Gelenkwelle 21 und das Hinterachsdifferential 22 auf die Hinterräder übertragen. Auf diese Weise wird ein permanenter Allradantrieb eingerichtet.
Wenn bei der Geradeausfahrt NF = NR ist, werden das zweite Sonnenrad 53 und der Träger 57 mit gleicher Drehzahl in die gleiche Richtung gedreht. Somit laufen die ersten und zweiten Planeten 52 und 54 zusammen mit dem Träger 57 um, ohne sich zu drehen, so daß ein Reibungsdrehmoment nicht erzeugt wird. Das vordere Drehmoment TF des Trägers 57 und das hintere Drehmoment TR des zweiten Sonnenrades 53, die dem Eingangsdrehmoment Ti des ersten Sonnenrades 51 entsprechen, werden nur entsprechend dem Standarddrehmomentverhältnis TF:TR = 40:60 bestimmt, wie es durch eine Kurve l0 in Fig. 5 dargestellt ist.
Bei dem Standarddrehmomentverteilungsverhältnis wird das Fahrzeug unter der Untersteuerungsbedingung gefahren, so daß eine gute Steuerbarkeit gesichert ist.
Wenn das Fahrzeug auf einer glatten Straße gefahren wird, schlupfen die Hinterräder zuerst, da der größere Anteil des Drehmomentes auf die Hinterräder verteilt wird.
Ist NF > NR während einer Kurvenfahrt oder wenn die Vorderräder schlupfen, werden die Planeten 52 und 54 gedreht, um die Ausgleichswirkung des Mittendifferentials 50 vorzusehen, so daß die Drehzahldifferenz der Vorder- und Hinterräder ausreichend aufgenommen wird und dadurch das Bremsen in engen Kurven verhindert und eine gute Steuerbarkeit gesichert wird.
Auf der anderen Seite werden die von der Differenz zwischen den Schrägungswinkeln abhängenden Axialdrücke aufgrund der Drehung der Planeten 52 und 54 auf eine Seite der Druckscheiben 27 und die resultierenden Kräfte durch die Trennbelastungen und tangentialen Belastungen auf das Nadellager 26 ausgeübt. Deshalb wird das Reibungsdrehmoment in der zur Drehrichtung der Planeten entgegengesetzten Richtung und damit das die Ausgleichswirkung einschränkende Drehmoment erzeugt. Das Beschränkungsdrehmoment wird auf den Träger 57 gegen seine Drehung ausgeübt. Somit wird das dem Beschränkungsdrehmoment entsprechende Drehmoment auf die Hinterräder übertragen. Das Drehmomentverteilungsverhältnis für die Hinterräder wird größer als das Standarddrehmomentverteilungsverhältnis, wie es durch die Kurvenlinie l1 in Fig. 5 dargestellt ist.
Folglich werden die Lenkbarkeit und Bedienbarkeit verbessert und das Schlupfen der Vorderräder bei der Geradeausfahrt verhindert.
Darüberhinaus werden die Planeten 52 und 54 auf den Sonnenrädern entsprechend der Drehzahldifferenz zwischen den Vorder- und Hinterrädern gedreht, wenn beim Schlupfen der Hinterräder NR > NF ist. Das Beschränkungsdrehmoment ist wirksam, um die Drehung des Trägers 57 anzutreiben, so daß das Drehmoment auf die Vorderräder übertragen wird. Das Drehmomentverteilungsverhältnis der Vorderräder wird größer als das Standarddrehmomentverteilungsverhältnis, wie es durch die Kurvenlinie l2 in Fig. 5 dargestellt ist, wodurch das Schlupfen der Hinterräder verhindert wird.
Da das die Ausgleichswirkung beschränkende Drehmoment im Verhältnis zum Eingangsdrehmoment erzeugt wird, ändert sich das vorbestimmte geteilte Drehmoment auf die Vorder- und Hinterräder mit dem Beschränkungsdrehmoment. Auf diese Weise wird das Verfahren zum Beschränken der Ausgleichswirkung fortlaufend ausgeführt.
Entsprechend Fig. 6, die eine andere Ausführungsform der Erfindung zeigt, ist das Mittendifferential 50 mit einer flüssigkeitsbetriebenen Mehrscheibenreibungskupplung 60 versehen, die zwischen dem Träger 57 und dem zweiten Sonnenrad 53 vorgesehen ist.
Die Kupplung 60 enthält eine an dem Träger 57 befestigte Antriebstrommel 61, eine an der Heckantriebswelle 20 befestigte Abtriebstrommel 62, eine Vielzahl von an der Trommel 61 durch Paßfedern gesicherte Scheiben 67 und eine Vielzahl von an der Trommel 62 durch Paßfedern gesicherte, versetzt angeordnete Scheiben 68. An der innersten Stelle angrenzend ist ein Anschlag 69. Ein Kolben 64 ist in dem Verteilergehäuse 4 verschiebbar angeordnet. Eine Druckplatte 66 ist durch ein Lager 65 mit dem Kolben 64 verbunden. Zwischen dem Kolben 64 und dem Verteilergehäuse 4 ist eine Ölkammer 63 ausgebildet.
Wenn der Kammer 63 Öl zugeführt wird, wird der Kolben 64 durch den Druck des Öles gegen eine zwischen dem Kolben 64 und einem Anschlag 69 ausgebildete Feder 70 gedrückt. Die Druckplatte 66 verschiebt die Scheiben 67 und 68, um die Kupplung 60 einzurücken und ein die Ausgleichswirkung beschränkendes Kupplungsdrehmoment zu erzeugen.
Wenn NF > NR, sind das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR entsprechend dem Beschränkungsdrehmoment Tc wie folgt.
TF = 0.4Ti - 0.857Tf - Tc
TR = 0.6Ti + 0.857Tf + Tc
Wenn NR > NF, sind das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR wie folgt:
TF = 0.4Ti + 0.857Tf + Tc
TR = 0.6Ti - 0.857Tf - Tc
Beim Schlupfen der Räder wird das Beschränkungsdrehmoment in dem Mittendifferential 50 bei der zweiten Ausführungsform ohne eine Zeitverzögerung entsprechend dem Reibungsdrehmoment Tf erzeugt und das Beschränkungskupplungsdrehmoment Tc wird in der Kupplung 60 erzeugt. Wenn NF > NR, wird das dem Kupplungsdrehmoment Tc entsprechende Drehmoment auf die Vorderräder übertragen. Somit wird die Ausgleichswirkung durch das Reibungsdrehmoment Tf, das durch das Beschränkungskupplungsdrehmoment Tc ergänzt wird, beschränkt, so daß es möglich ist, die Ausgleichswirkung richtig zu beschränken.
Das vorliegende erfindungsgemäße System kann auch in einem allradgetriebenen Kraftfahrzeug eines anderen Typs verwendet werden, wie zum Beispiel in einem Typ mit Frontantrieb mit einem quer angeordneten Frontmotor oder mit Frontmotor-Heckantrieb, und einem allradgetriebenen Kraftfahrzeug mit einem Schaltgetriebe oder einer stufenlos einstellbaren Riemenautomatik.
In den oben beschriebenen Ausführungsformen wird das die Ausgleichswirkung beschränkende Drehmoment nicht während der Geradeausfahrt des Fahrzeuges erzeugt, sondern nur während der Kurvenfahrt des Fahrzeuges oder wenn ein Rad schlupft, was die Ausgleichswirkung bewirkt. Insbesondere wird das Drehmoment während der Geradeausfahrt in einem Standarddrehmomentverteilungsverhältnis auf die Vorder- und Hinterräder verteilt, und die Planeten 52 und 54 drehen mit der gleichen Geschwindigkeit wie der Träger 57 um die Sonnenräder 51, 53. Um solch ein Problem zu lösen, ist das Differential in einer zweiten Abwandlung angeordnet, um die Umlaufgeschwindigkeit des mit den Vorderrädern verbundenen Trägers 57 selbst dann zu erhöhen, wenn die Vorder- und Hinterräder bei der Geradeausfahrt mit der gleichen Drehzahl laufen, so daß der zusammengesetzte Planet 55, der die Planetenräder 52 und 54 umfaßt, sich um die Welle 58 dreht. Somit wird das Beschränkungsdrehmoment, das auf die Hinterräder übertragen wird, in dem Differential erzeugt.
Hierbei wird das Gesamtuntersetzungsverhältnis iF des Frontantriebssystems und das Gesamtuntersetzungsverhältnis iR des Heckantriebssystems, die von dem Mittendifferential 50 ausgehen, wie folgt bestimmt:
iF = ZF&sub1;/ ZF&sub1; ZF&sub4; / ZF&sub3;
iR = ZR&sub2; / ZR&sub1;
wobei ZF&sub1; die Anzahl der Zähne des Untersetzungsantriebszahnrades 17, ZF&sub2; die Anzahl der Zähne des Untersetzungsabtriebszahnrades 18, ZF&sub3; die Anzahl der Zähne eines Antriebszahnrades 19a des Vorderachsdifferentials 19, ZF&sub4; die Anzahl der Zähne eines Endzahnrades 19b, ZR&sub1; die Anzahl der Zähne eines Antriebszahnrades 22a des Hinterachsdifferentials 22 und ZR&sub2; die Anzahl der Zähne eines Endzahnrades 22b ist. Somit werden die Gesamtuntersetzungsverhältnisse iF und iR bestimmt mit iF > iR.
Wenn NF = NR ist die Umlaufgeschwindigkeit des Trägers 57 um iF/iR erhöht. Wenn bei der Kurvenfahrt NF > NR, wird ein Betrag für die Drehzahlerhöhung (iF/iR) / (NF/NR). Bei der Kurvenfahrt ist das Drehzahlverhältnis zwischen den Vorder- und Hinterrädern NF/NR in Abhängigkeit von den Kurvenradien erhöht und vergrößert dadurch die Drehzahlerhöhung. Es ist notwendig, die Schwankungen der wirksamen Radien und des Verschleißes der Reifen der Vorder- und Hinterräder und die Änderungen der wirksamen Radien der Reifen, die durch die Verschiebung des Fahrzeugschwerpunktes bei der Beschleunigung bewirkt werden, zu berücksichtigen. Das Drehzahlverhältnis zwischen den Vorder- und Hinterrädern wird so bestimmt, daß die Vorderraddrehzahl NF und die Hinterraddrehzahl NR NF > NR werden. Somit werden die gesamten Untersetzungsverhältnisse bestimmt als
iF/iR ≥ e
wenn die Hinterräder schlupfen (NR> NF), die Ausgleichswirkung wird bewirkt, wenn die Bedingung zu NR/NF > iF/iR wird.
Erfindungsgemäß umfaßt das Mittendifferential zwei Paar der Sonnenräder, der Planetenräder und der Träger. Das System zum Beschränken der Ausgleichswirkung wird durch solches Anordnen der Räder und Planeten gebildet, daß die auf die Eingriffspunkte der Planeten ausgeübten Kräfte das Einschränken der Ausgleichswirkung bewirken können. Auf diese Weise wird der Aufbau des Systems mit einem guten Wirkungsgrad der Kraftübertragung im Vergleich mit dem von der Schneckenradanordnung abhängigen System vereinfacht.
Da die Berührungsdrücke an den Eingriffspunkten klein sind, ist das vorteilhaft für die Schmierung. Da das die Ausgleichswirkung beschränkende Drehmoment proportional zu dem Eingangsdrehmoment ist, ist es einfach, die Fahrweise des Fahrzeuges durch das Betätigen eines Gaspedals zu steuern.
Das die Ausgleichswirkung beschränkende Drehmoment kann entsprechend der Differenz zwischen den Reibungskoeffizienten der Druckscheiben und der Planeten bestimmt werden.
Bei der Standarddrehmomentverteilung wird das große Drehmoment auf die Hinterräder übertragen. Darüberhinaus wird bei der Kurvenfahrt und dem Schlupfen der Vorderräder das dem Beschränkungsdrehmoment entsprechende Drehmoment auf die Hinterräder übertragen und dadurch die Lenkbarkeit und Handhabbarkeit des Fahrzeuges verbessert. Beim Schlupfen der Hinterräder wird das Drehmoment auf die Vorderräder übertragen, um das Schlupfen zu verhindern und dadurch die Fahrstabilität zu verbessern. Die Kupplung kann zum Ergänzen des Beschränkungsdrehmomentes in dem Differential durch das Beschränkungskupplungsdrehmoment verwendet werden, so daß die Reibungskraft reduziert wird, um den Wirkungsgrad der Kraftübertragung zu verbessern.

Claims

1. System zum Steuern der Drehmomentverteilung auf die Vorder- und Hinterräder eines Kraftfahrzeuges mit einem Mittendifferential zum Verteilen der Ausgangsleistung eines Getriebes auf die Vorder- und Hinterräder:

wobei das Mittendifferential (50) eine Planetenradanordnung einschließlich eines ersten Sonnenrades (51), eines Trägers (57), erster und zweiter, starr miteinander verbundener und drehbar auf einer an dem Träger (57) befestigten Welle (58) gelagerter Planetenräder (52, 54) und eines zweiten Sonnenrades (53) umfaßt, wobei das erste Planetenrad (52) mit dem ersten Sonnenrad (51) und das zweite Planetenrad (54) mit dem zweiten Sonnenrad (53) ineinandergreift;

dadurch gekennzeichnet, daß die Sonnenräder und die Planetenräder so angeordnet sind, daß die durch die Trennbelastung und die tangentiale Belastung an dem Eingriffspunkt jedes Planeten und Sonnenrades erzeugte resultierende Kraft durch das entsprechende Planetenrad auf das Planetenlager (26) der Welle ausgeübt wird, so daß die Reibung an dem Lager ein die Ausgleichswirkung einschränkendes Drehmoment (Tf) erzeugt und daß jedes der Sonnenräder und der Planetenräder ein Schrägzahnrad ist, wobei die Schrägungswinkel eines jeden Satzes der Schrägzahnräder so bestimmt sind, daß die Differenz zwischen einem ersten Axialdruck (Ft&sub1;) auf das erste Planetenrad und einem zweiten Axialdruck (Ft&sub2;) auf das zweite Planetenrad wirksam ist, um eine Reibungskraft (Tf) zwischen einem Ende der Planeten und einem äußeren Lagerteil des Planetenlagers (26) zu erzeugen, die ebenfalls ein die Ausgleichswirkung einschränkendes Drehmoment erzeugt.

2. System zur Drehmomentverteilung nach Anspruch 1, bei dem die Planetenlager Nadelrollenlager (26) sind.

3. System zur Drehmomentverteilung nach Anspruch 1 oder 2, bei dem die ersten und zweiten Planetenräder unterschiedliche Schrägungswinkel (β&sub1;, β&sub2;) besitzen, die so ausgewählt sind, daß sie eine Differenz der Axialdrücke und somit ein gewünschtes, die Ausgleichswirkung einschränkendes Drehmoment erzeugen.

4. System nach den vorhergehenden Ansprüchen, bei dem das äußere Lagerteil eine an der Welle (58) befestigte Ringscheibe (27) ist.

5. System nach den vorhergehenden Ansprüchen, bei dem das Gesamtuntersetzungsverhältnis des Frontantriebssystems des Fahrzeuges von dem Gesamtuntersetzungsverhältnis des Heckantriebssystems verschieden ist.

6. System nach den vorhergehenden Ansprüchen, bei dem das Gesamtuntersetzungsverhältnis des Vorderradantriebssystems größer ist als das des Hinterradantriebssystems.